《机械式变速器设计》PPT课件.ppt

第三章,机械式变速器设计,第三章 机械式变速器设计,本章主要学习 （1）变速器的基本设计要求； （2）各种形式变速器的特点； （3）变速器主要参数的选择 ； （4）齿轮变位系数的选择原则 ； （5）各挡齿轮齿数的分配 ； （6）变速器操纵机构 。,第三章 机械式变速器设计,第一节 概述 第二节 变速器传动机构布置方案 第三节 变速器主要参数的选择 第四节 变速器的设计与计算 第五节 同步器设计 第六节 变速器操纵机构 第七节 变速器结构元件 第八节 机械式无级变速器,第一节 概述,变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有前进挡、空挡、倒挡。需要时，变速器还有动力输出功能。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 变速器的基本设计要求： 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置。 5）换挡迅速、省力、方便。 6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。,第二节 变速器传动机构布置方案,变速器传动机构有两种分类方法，即按前进挡数和轴的形式不同分类。,根据前进挡数,三挡变速器 四挡变速器 五挡变速器 多挡变速器,根据轴的形式,固定轴式,两轴式变速器 中间轴式变速器 双中间轴式变速器 多中间轴式变速器,固定轴式 旋转轴式,固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。,一、传动机构布置方案分析,两轴式变速器多用于发动机前前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器相比，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。 对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。,1、固定轴式变速器,（1）两轴式变速器,图3-1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图3-1f中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；同步器多数装在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，而高挡的同步器可以装在输入轴的后端。图3-1d所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度,减少齿轮磨损和减低工作噪声。图3-1f所示的方案为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品。,图3-1 两轴式变速器传动方案,（2）中间轴式变速器,中间轴式变速器传动方案的共同特点是： (1)变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。 (2)绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将他们连接后可得到直接挡。 (3)设有直接挡； (4)一挡有较大的传动比； (5)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动； (6) 除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡； (7)各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 (8)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。,中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置 后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮 上，第一轴的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。,图3-2 中间轴式四挡变速器传动方案,图3-2中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为图3-2a、b 所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，图3-2c 所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用 直齿滑动齿轮换挡。,中间轴式变速器的特点,图3-3为中间轴式五挡变速器传动方案 。图3-3a所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图3-3b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图3-3d所示方案中的倒挡和超速挡安装在副箱体内，可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声。,凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。,图3-3 中间轴式五挡变速器传动方案,中间轴式变速器的特点,图3-4为中间轴式六挡变速器传动方案。图3-4a所示方案中的一挡、倒挡和图3-4b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均匀常啮合齿轮。 常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，用的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。,图3-4 中间轴式六挡变速器传动方案,2、倒挡布置方案,与前进挡位比较，倒档的使用率不高，而且都是在停车状态 下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡 。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿 轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案，如图3-1a、 b、c和图3-2a、b所示；也有利用两个联体齿轮方案的，如 图3-2c和图3-3a、b所示。前者虽然结构简单，但是中间传 动齿轮的轮齿是在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状 态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下 工作，并使倒挡传动比略有增加。也有少数变速器采用结构 复杂和使成本增加的啮合套或是同步器方案换入倒挡，如图 3-1f所示。,倒挡布置方案,图3-5为常见的倒挡布置方案。图3-5b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图3-5c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图3-5d方案对3-5c的缺点做了修改，从而取代了图3-5c 所示方案。图3-5e所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图3-5f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。,为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图3-5g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。,图3-5 倒挡布置方案,变速器的一挡或是倒档因传动比大，工作时在齿轮上作 用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使 工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪 声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的 一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述 不良状况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮， 这 样做机能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的 传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非 常短，所以有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，如图3- 2b、图3-3b、图3-4a等。然后再布置倒挡。此时，在倒挡 工作时，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一挡工 作时，轮齿的磨损与噪声有所减少。图3-1c将倒挡齿轮布置 在附加壳体内，并紧靠轴的支承处，而一挡布置在变速器壳 体右侧紧靠支承处，这个方案能很好的解决两个传动比大的 挡位都布置在靠近支承的地方这一问题。,倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现， 不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了，为防 止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服 弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。从这一点来考虑， 图3-6a、b的换挡方案比图3-6c的方案更合理，图3-6c所 示方案在挂一挡时也需克服用来防止误挂倒挡所产生的力， 这对换挡技术不熟练的驾驶员是不利的。 除此之外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对 倒挡轴的受力状况有影响，如图3-7所示。,3、其他问题,常用挡位的轮齿因接触力过高而易造成表面点蚀损坏。 将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合理，在该区 域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的 啮合状态，以减小偏载并提高齿轮寿命。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速 挡。使用传动比小于1的超速挡，能够更充分地利用发动机 功率，使汽车行驶1公里所需发动机曲轴的总转数减少，因 而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比 较，使用超速挡会使传动效率降低，工作噪声增加。 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包 括传递动力时处于工作状态的齿轮对数、每分钟转速、传递 的功率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零件的制造精度 等。,图3-8 发动机纵置时两轴式变速器结构图,图3-8为发动机纵置时两轴式变速器结构图。其特点是高挡同步器布置在输入轴上，而低挡同步器布置在输出轴上。为提高轴的刚度，增加了中间支承。 图3-9为发动机横置时的两轴式五挡变速器的结构。其结构特点是：前进挡全部采用常啮合齿轮传动，故有五对常啮合齿轮，且换挡机构皆为同步器，并全部装在输出轴上；高挡常啮合齿轮布置在附加变速器壳体内呈悬臂状的输入、输出轴上；变速器输入轴为三点支承，其上多数齿轮与轴制成一体；离合器壳体、变速器壳体及附加变速器壳体和主减速器壳体连为一体；因主减速器齿轮用斜齿圆柱齿轮，故可与变速器齿轮用一种润滑油来润滑。 图3-10为中间轴式四挡变速器结构，其结构特点是：前进挡全部采用常啮合齿轮传动，用同步器换挡，同步器装在第二轴上，第二轴在附加壳体内向后延伸得较长，因而可缩短传动轴长度，中间轴上全部齿轮制成一体，经滚针轴承支承在固定不动的中间轴上。,图3-11为中间轴式五挡变速器结构，其结构特点是：全部 挡位均采用啮合套或滑动齿轮方式换挡，第二轴设有中间支 承，因而轴的刚度得到加强；为了解决拆装齿轮、轴的困难， 变速器壳体沿轴线所在平面分开。 图3-12为中间轴式多挡变速器结构。,二、零、部件结构方案分析,1齿轮形式 齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮 两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。 变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。 2换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。 采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声，这不仅是齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时也会使驾驶员精神紧张，换挡时驾驶员注意力被分散，影响行驶安全，同时噪声还使乘坐舒适性降低。此外，换挡行程长也是其缺点。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。,常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因换挡行程短、承受 换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，啮合 套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。因为增设了啮合 套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。目 前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器 上应用。 使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，而与操 作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经 济性和行驶安全性，因而得到广泛应用。但结构复杂、制造 精度要求高、轴向尺寸大。 利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换 挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明 显。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可 能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一 点。,3、自动脱挡,自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为了解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种。 1）将两接合齿的啮合位置错开，如图3-13所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13mm.使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。 2）将啮合套齿座上前齿圈切薄（切下0.30.6mm）,这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图3-14所示。 3)将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 ），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图3-15所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。,4变速器轴承,变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。 第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。,第三节 变速器主要参数的选择,一、挡数 增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。 挡数选择的要求： 相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。 高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。 目前，轿车一般用45个挡位变速器， 货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。,二、传动比范围,变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动比的比值。 传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。,三、中心距A,对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。 中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。,初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算,式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.99.3，货车：KA=8.69.6，多挡变速器：KA=9.511.0。 轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。,四、外形尺寸 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.22.7）A 五挡 （2.73.0）A 六挡 （3.23.5）A 当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。,五、齿轮参数,1模数的选取 齿轮模数选取的一般原则： 1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数； 4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些； 对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致如下： 微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0,2压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。 对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。 啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。 3螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。,斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。 根据图3-7可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： Fa1=Fn1tan1 Fa2=Fn2tan2 由于，为使两轴向力平衡，必须满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。,图3-7 中间轴轴向力的平衡,斜齿轮螺旋角选用范围： 轿车变速器： 两轴式为2025 中间轴式为2234 货车变速器：1826,4齿宽b,齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。 选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b： 直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b=Kcmn，K c取为6.0 8.5 啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（24）m m。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。,5齿轮变位系数的选择原则,采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则 ： 1）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。 2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。,六、各挡齿轮齿数的分配,在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。下面以图3-8所示四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。 1确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 （3-1） 如果z7和 z8的齿数确定了，则z2与 z1的传动比可求出。为了求z7、 z8的齿数，先求其齿数和zh （3-2） 计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。,图3-8 四挡变速器传动方案,轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数z8可在1517之间选取；货车z8可在1217之间选取。一挡大齿轮齿数用z7=zh-z8计算求得。,2对中心距A进行修正,因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。 3确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比 （3-3） 常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即 （3-4） 解方程式（3-3）和式（3-4）求z1与z2，求出的z1、z2都应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式（3-4）算出精确的螺旋角值。,4确定其它各挡的齿数,若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得 （3-5） 解两方程式求出z5、z6。用取整数后的z5、z6计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。 （3-6） 二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时，由式（3-5）得 （3-7） （3-8）,此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式,（3-9）,联解上述三个方程式，可求出z5、z6和 三个参数。但解此方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法 。 其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。,5确定倒挡齿轮齿数,图3-8所示的倒挡齿轮z10的齿数，一般在2123之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为 （3-10） 根据求得的De9 ，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆De9符合式（3-10）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。,第四节 变速器的设计与计算,一、齿轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落 （点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 1、轮齿折断的情况： （1）轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折 （出现得少） （2）轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深 度逐渐加大，然后出现弯曲折断。（出现的多） 2、点蚀 轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在 齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面 表层出现块状剥落而形成小麻点。它使齿形误差加大，产生动载 荷，并可能导致轮齿折断。,3、移动换挡齿轮端部破坏 用移动齿轮的方法完成换挡的低挡和倒挡齿轮，由于换挡时 两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生 冲击载荷，并造成损坏。 4、齿面胶合 负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接 触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿 面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿 面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。这种破坏出现较 少。,二、轮齿强度计算,与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速 器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器 齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级 别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用 低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮 表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为不低 于7级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为 简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以 获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变 速器齿轮强度用的简化计算公式。,1、轮齿弯曲强度计算 (1)直齿轮弯曲应力,(3-11) 式中，,为弯曲应力(MPa)；,为圆周力(N)，,=2,d；,为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)；,为应力集中系数，可近似取,=1.65；,为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向 不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮,=1.1，,=O.9；b为齿宽(mm)，b=,t 为端面齿距(mm)，t=m；m为模数(mm)； y 为齿形系数，见图3-19(下图),从动齿轮,b 为齿宽(mm)，,齿形系数图(假定载荷作用在齿顶=20，=1),因为齿轮节圆直径d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数 代入式(3-11)后得 (3-12) 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡 直齿轮许用弯曲应力在400850Nmm，货车可取下限，承受 双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 (2)斜齿轮弯曲应力 (3-13) 为圆周力(N)， 为计算载荷(Nmm)； d 为节圆直径(mm)，d=,为法面模数(mm)； z 为齿数；为斜齿轮螺旋角()； 为应力集中系数， =1.5； b 为齿面宽(mm)； t 为法面齿距(mm)，t= ； y 为齿形系数，可按当量齿数 在图3-19中 查得； 为重合度影响系数， =2.0 将上述有关参数代人式(3-13)，整理后得到斜齿轮弯曲应力 为 (3-14) 当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时， 对轿车常啮合齿轮和高挡齿轮的许用应力在180350Nmm 范围，对货车为100250Nmm。,2、轮齿接触应力 轮齿的接触应力按下式计算 (3-15) 为轮齿的接触应力(Nmm)； F 为齿面上的法向力(N)， ； 为圆周力(N)， =2 d；为计算载荷(Nmm)； d 为节圆直径(mm)； 为节点处压力角()，为齿轮螺旋角()； E 为齿轮材料的弹性模量(MPa)； b 为齿轮接触的实际宽度(mm)； 、 为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮： ， ，斜齿轮： ； 、 为主、从动齿轮节圆半径(mm)。,将作用在变速器第一轴上的载荷 2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力 见表33。,变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性 相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。 在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。,值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲 劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理之后进行磨齿， 能消除齿轮热处理的变形；磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤 齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高；在同样负荷的条件下， 磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。 国内汽车变速器齿轮材料主要用20CrMnTi、20Mn2TiB、 16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为 5863HRC，芯部硬度为3348HRC。,三、轴的强度计算,变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作 用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强 度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮 合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以 设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合 为前提条件。 设计阶段可以根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后 根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。,（一）初选轴的直径,已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d0.45A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值，对中间轴，d/L 0.160.18，对第二轴，d/L 0.180.21。 第一轴花键直径d（mm）可按下式初选 式中：K为经验系数，K=4.04.6；Temax为发动机最大转矩（Nm）。,（二）轴的强度验算,对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴 在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿 轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图3-20所示，致使 沿齿长方向的压力分布不均匀。 初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。 欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二 轴的支点反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不 同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都 进行验算。验算时将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上 的转矩应取,图3-20 变速器轴的变形简 （a）轴在垂直面内的变形,图3-20 变速器轴的变形简 （b）轴在水平面内的变形,轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。计算时仅 计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因 距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变 速器齿轮在轴上的位置如图3-1 6所示时，若轴在垂直面内挠度 为 ，在水平面内挠度为 和转角 为，则可分别用下式计 算 式中， 为齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)； 为齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)； E 为弹性模量(MPa)，E=2.1x MPa； I 为惯性矩( )，对于实心轴：I= 64； d 为轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算； a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离；L为支座间距离。,图321 变速器轴的挠度和转角,轴的全挠度f为 0.2mm。 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 =0.050.10mm， =0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad 。 与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或 滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承直接装在轴上， 这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。,2、轴的强度计算,作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变 形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和 水平面内的支反力 和 之后，计算相应的弯矩 、 。轴 在转矩 和弯矩同时作用下，其应力为 式中，M= (Nmm)； d为轴的直径(mm)，花键处取内径； w为抗弯截面系数( ) 。 在低挡工作时， 400MPa 除此之外，对于轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。 变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。,第五节 同步器计算,1、功用：使结合套与待啮合齿圈迅速同步，缩短换档时间， 同时防止啮 时齿间冲击。 2、结构： 同步装置、锁止装置、结合装置 3、分类： 同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步 器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下(即角速度 相等)换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器， 大致分为锁环式惯性同步器 ，锁销式惯性同步器 一、惯性式同步器 惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完 全相等之前，不允许换挡，因而能完善地完成同步器的功能和实 现对同步器的基本要求。 按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式 和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元 件和弹性元件。,（一）锁销式同步器,1、锁销式同步器结构 上图所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的 凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩 擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角 和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销 与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向 孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的 凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动 齿套与同步环之间为弹性连接。 在惯性式同步器中弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁 止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍 锁止、解除锁止和完成换挡的进行。,锁销式惯性同步器,摩擦锥盘,摩擦锥环,定位销,结合套,钢球,定位销,锁销,锁销受力,锁止角,2、锁销式同步器工作原理 同步器换挡过程由三个阶段组成。 第一阶段：同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面 上。摩擦面相互接触瞬间，如上图所示，由于齿轮3的角速度 3，和滑动齿套1的角速度1不同，在摩擦力矩作用下锁销4 相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位 置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。 第二阶段：来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力 F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于，3和l不等，在 上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器 输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1 和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差=|1-3|减小了。 在=0瞬间同步过程结束。 第三阶段：=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁 止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相 对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。,同步器工作原理,锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径 较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺 点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。,(二)锁环式同步器,1、锁环式同步器结构 如图3-24所示，锁环式同步器的机构特点是同步器的摩擦 元件位于锁环1或4和齿轮5或8突肩部分的锥形斜面上。作为锁 止元件是做在锁环1或4的齿和啮合套7上齿的端部，且端部均为 斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧 圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不 换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入口内，而缺口的尺寸要比滑 块宽一个接合齿。,2、锁环式同步器工作原理,换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带 动滑块和锁环移动，直至锁环锥面与被结合齿轮上的锥面接触为 止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差 ，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑 块转过一个角度，并有滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与 锁环齿端的锁止面接触（图3-25a），使啮合套的移动受阻，同 步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此完成。换挡力将锁 环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处 作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接 近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡过程的第 二阶段工作。之后，摩擦力距随之消失，而拨环力矩是锁环回 位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的结合齿在 换挡力作用下通过锁环与齿轮上的接合齿啮合（图3-25a），完 成同步换挡。,优点：工作可靠，零部件耐用 缺点：转矩容量大，由于锁止面在锁环的结合齿上，会因结 合齿齿端磨损而失效。 主要应用于乘用车和总质量不大的货车变速器上。 3、锁环式同步器主要尺寸的确定 （1）接近尺寸b 同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边 的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环 接合齿倒角之间的轴向距离b（图3-27），称为接近尺寸。尺寸 b应大于零，取b=0.20.3mm。 （2）分度尺寸a 滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合 齿中心线间的距离a（图3-27），称为分度尺寸，尺寸a应等于 1/4接合齿齿距。,尺寸a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予 以控制。 （3）滑块转动距离c 滑块在锁环缺口内转动距离c（图3-28）影响分度尺寸a。 滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽尺寸E之间的关系是： E= d+2c 滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系是： 为滑块轴向移动后的外半径（锁环缺口外半径）； 为接合齿 分度圆半径。 （4）滑块端隙 滑块端隙 是指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙 （图3-29所示），同时，啮合套端面与锁环端面的间隙为,要求 。若 ，则换挡时，在摩擦锥面尚未接 触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位 置，即接近尺寸b0,应使 ，通常取 左右。 锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙 （图3-29） 并可以称之为后备行程。 预留后备行程 的原因是锁环的摩擦锥面会应摩擦而 磨损，并在接下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移 动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙 逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下 出现间隙和失去摩擦力矩。而此时，若锁环上的摩擦锥面还 未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力距而不能,实现锁环等零件与齿轮同步后换挡，故属于因设计不当而影 响同步器寿命。一般应取 。 在空挡位置，锁环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm,锁环式惯性同步器,细牙螺旋槽,定位滑块,锁环,定位凹槽,缺口,结构,滑块,锁环,结合齿圈,齿轮,啮合套,啮合套座,锁环,弹簧圈,齿轮,滑块,拨叉,花键毂： 花键毂轴向固定；并与齿圈、锁环具有相同花键齿,接合套： 用来连 动花键毂、同步环、啮合齿圈，并与齿圈、锁环具有相同花键齿,同步环（锁环）： 锁环的倒角与接合套倒角相同，锁环具有内锥面，其上有螺旋槽，以便两锥面接触后，破坏油膜，增加锥面间的摩擦。,滑块： 装于花键毂三轴向槽内带定位销以便空挡定位两端伸入两锁环的三缺口,卡环： 在卡坏的作用下，滑块压向接合套，使其凸起的端部球面正好嵌在接合套中部的凹槽中，起到空档定位作用。,原理,定位销、滑块,锁环,结合齿圈,0.5齿厚,（三）多锥式同步器 多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合 齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两 个辅助同步锥，如图330所示。 由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增 加，同步转矩(在同步器摩擦锥面上产生的摩 擦力矩)也相应增加，因而具有较大的转矩容 量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增 加了可靠性，而且使换挡力大为减小。若保 持换挡力不变，则可缩短同步时间。多锥式 同步器多用于重型货车的主、副变速器以及 分动器中。,（四）惯性增力式同步器 惯性增力式同步器又称为波舍(Porsehe)式同步器，见图331。它能可靠地保证只在同步状态下实现换挡。只要啮合套和换挡齿轮之间存在转速差，弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，于是对同步环直径的缩小失去阻力，这样才可能实现换挡。波舍式同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。,二、主要参数的确定,1摩擦系数 汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较 多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿 轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的 使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大 的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制 作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减 小，这就为设计工作带来困难。 摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面 粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。作为与同步环锥 面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金 钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用 过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度差，在使用 初期容易损害同步环锥面。,同步环常选用能保证具有足够高的强度和 硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄 铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造 的同步环因使用寿命短，已遭淘汰。 由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中 工作的摩擦因数 取为0.1。 摩擦因数对换挡齿轮和轴的角速度能迅速 达到相同有重要作用。摩擦因数大，换挡省力 或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失 去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏 油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽， 用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。,2、同步环主要尺寸的确定,(1)同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对f的影响很大，f随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图332a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图332b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。,(2)锥面半锥角 摩擦锥面半锥角 越小，摩擦力矩越大。但 过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanaf。一般取a=68。a=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在a=7时就很少出现咬住现象。 (3)摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。 (4)锥面工作长度b 缩短锥面工作长度b(图323)，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定b,式中，p为摩擦面的许用压力，对黄铜与钢的摩擦副， p 1.01.5MPa, 为摩擦力距为摩擦因数，R为摩擦锥面 的平均半径,（5）同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的 限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置 上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环 有足够的强度。 轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制 成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加 工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性 的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一 层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范,围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。 3、锁止角 锁止角 选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角 选取的因素主要有摩擦因数f、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角 。已有结构的锁止角在2646范围内变化。 4、同步时间t 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取对轿车变速器高档取0.150.30s 。,低档取00.80s;对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s. 5、转动惯量的计算 换档过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二周上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出;若零件未制成,可将这些零件分解为标准的几何体,并按数学公式合成求出转动惯量。,三、同步器的计算,同步器的计算目的是确定摩擦锥面和锁止角的角度，这些角 度是